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Ausgleichsgetriebe mit zwei gleichachsigen Schubkurvenkörpern Die
Erfindung betrifft ein Ausgleichsgetriebe mit zwei gleichachsigen Schubkurvenkörpern,
zwischen denen ein Käfig umläuft, in welchem radial hin und her beweglich Gleitsteine
geführt sind, die sich an zahnartige Vorsprünge der Schubkurvenkörper anlegen und
dadurch die relativen Drehungen der beiden Schubkurvenkörper zum Käfigkörper in
zwangläufige Abhängigkeit bringen. Derartige Ausgleichsgetriebe bieten den Vorteil,
daß sie sich selbsthemmend ausgestalten lassen und daher den Nachteil vermeiden,
daß bei Entlastung einer der getriebenen Wellen auf die andere nur noch ein verschwindend
geringes Drehmoment ausgeübt wird, was bei Anwendung auf das Hinterachsgetriebe
eines Kraftfahrzeuges dazu führt, daß, wenn das eine Rad auf der Fahrbahn nicht
mehr haftet und gleitet, keine Vortriebskraft auf das Fahrzeug zur Wirkung kommt.
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Bei bekannten Ausgleichsgetrieben dieser Art laufen die beiden Schubkurvenkörper
mit Bezug auf den Käfig in entgegengesetzten Richtungen um. Das führt zu einer sperrigen
und verwickelten Bauart, wenn die von dem Ausgleichsgetriebe angetriebenen -Wellen
gleichachsig in entgegengesetzten Richtungen verlaufen, wie es bei den Ausgleichsgetrieben
von Kraftfahrzeugen in der Regel der Fall ist. Denn dann muß die eine dieser gleichachsigen
Wellen mit dem einen Schubkurvenkörper und die andere der beiden gleichachsigen
Wellen mit dem anderen Schubkurvenkörper gekuppelt werden, während der Antrieb auf
den Käfigkörper wirken muß.
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Ein weiterer Nachteil der bekannten Ausgleichsgetriebe mit Schubkurvenkörper
besteht in einem verhältnismäßig flachen Verlauf der Flanken der zahnartigen Vorsprünge
und in einer entsprechend geringen Belastungsfähigkeit bei gegebenen Abmessungen
des Getriebes. Auch ist es ein Nachteil, daß der Käfig die volle Leistung übertragen
muß, entsprechend der Summe der beiden Abtriebsmomente.
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Erfindungsgemäß werden diese Nachteile dadurch vermieden, daß die
Gleitsteine, deren Anzahl dem Unterschied der Zahlen der Vorsprünge der beiden Schubkurvenkörper
entspricht, mit ihren diagonal gegenüberliegenden Gleitflächen gleichzeitig an den
Schubkurvenkörpern anliegen und diese sich daher relativ zum Käfig in gleichem Drehsinn
und mit verschiedenen Winkelgeschwindigkeiten drehen, wobei der äußere Schubkurvenkörper
der treibende Teil ist, während der innere Schubkurvenkörper und der Käfig die beiden
getriebenen Teile darstellen.
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Durch diese Ausgestaltung des Getriebes werden die folgenden Vorteile
erreicht: Das Antriebsmoment wird demjenigen der drei gleichachsig umlaufenden Elemente
des Ausgleichsgetriebes erteilt, das den größten Durchmesser hat, nämlich dem äußeren
Schubkurvenkörper. Wegen seines großen Durchmessers eignet er sich zur Aufnahme
eines hohen Drehmoments.
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Die Flanken der zahnartigen Vorsprünge der Schubkurvenkörper sind
zum Umfang verhältnismäßig stark geneigt, was zu vergleichweise geringen spezifischen
Drücken zwischen den Schubkurvenkörpern und den Gleitsteinen führt. Ferner überträgt
der Käfig nur das eine der beiden Abtriebsmomente, also die halbe Leistung. Schließlich
kann man den äußeren Schubkurvenkörper als ein auf beiden Seiten offenen Ring ausgestalten
und ihn daher billig fertigen.
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Eine besonders einfache Bauart des Ausgleichsgetriebes ergibt sich,
wenn in bekannter Weise der treibende der drei Körper einen äußeren Zahnkranz mit
beiderseits starr daran befestigten Buchsen hat, während die beiden anderen Körper
mit zum Zahnkranz gleichachsigen beiderseitigen, von den Buchsen umgebenen getriebenen
Wellen versehen sind. Bei Anwendung dieser Bauart nimmt erfindungsgemäß vorzugsweise
die eine Buchse einen Lagerzapfen des Käfigs und die andere Buchse einen Lagerzapfen
des inneren Schubkurvenkörpers auf. Ist der Zahnkranz in bekannter Weise als ein
Kegclradkranz ausgestaltet, dann ergibt sich ein besonders geringer Durchmesser
des Ausgleichsgetriebes, wenn der Kegelradkranz aus einem Stück mit dem äußeren
Schubkurvenkörper besteht, die beiden Buchsen verschiedene Außendurchmesser haben
und ihre beiderseits am äußeren Schubkurvenkörper anliegende Ränder durch zur Getriebeachse
geneigte Bolzen verbunden sind.
Will man eine gleichmäßige Aufteilung
des antreibenden Drehmomentes auf die beiden getriebenen Wellen erzielen, so muß
man die beiden Schubkurvenkörper so ausgestalten, daß der eine von ihnen mehr als
doppelt soviel zahnartige Vorsprünge hat wie der andere.
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Diese Vorsprünge bilden in bekannter Weise die Schubkurven. Die Anzahl
der Gleitkörper entspricht zweckmäßig dem Unterschied der Zahlen der Vorsprünge
der beiden Schubkurvenkörper. Dabei kann diese Anzahl der Gleitsteine ebenso wie
die Anzahl der zahnartigen Vorsprünge der beiden Schubkurvenkörper eine gerade Zahl
sein. Auf diese Weise läßt sich am besten erreichen, daß die Drücke zwischen den
Schubkurven und den Gleitsteinen in zulässigen Grenzen bleiben. Eine besonders geringe
Flächenpressung an den Schubkurven und besonders geringer Verschleiß lassen sich
dadurch erzielen, daß die Fläche, mit welcher jeder der Gleitsteine an der Schubkurve
anliegt, entgegengesetzt wie diese gekrümmt ist, also gewölbt ist, wenn die Schubkurve
hohl ist, aber hohl ist, wenn die Schubkurve gewölbt ist, wobei die Krümmungsmittelpunkte
der Flächenprofile, an einer mittleren Berührungsstelle gemessen, auf entgegengesetzten
Seiten eines Radius des Getriebes liegen, der lotrecht zur radialen Verschiebungsrichtung
des betreffenden Gleitsteines verläuft. Dabei können die Schubkurven sowohl der
Schubkurvenkörper als auch der Gleitsteine kreisbogenförmig profiliert sein, wodurch
eine genaue Herstellung mit einfachen Mitteln ermöglicht ist.
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Die Erfindung eignet sich besonders zur Anwendung auf Ausgleichsgetriebe
für Kraftfahrzeuge, bei welchen die Achse der Antriebswelle die gemeinsame Achse
der zu den Rädern führenden Abtriebswellen im Abstand kreuzt und das Drehmoment
durch Hyperboloidzahnräder überträgt. Erfindungsgemäß läuft dabei das Hyperboloidritzel
in zwei beiderseits der Achse des Tellerrades gelegenen Lagern, während die Lager
des Tellerrades auf dessen verschiedenen Seiten, aber auf derselben Seite der Ritzelwelle
gelegen sind. Das ergibt eine besonders starre Lagerung des Ritzels und daher einen
besonders geräuschlosen und verschleißfreien Lauf der Hyperboloidverzahnung, ohne
daß hierzu der Abstand der beiden sich kreuzenden Achsen besonders groß bemessen
zu werden braucht.
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In den Zeichnungen, in denen einige Ausführungsbeispiele der Erfindung
veranschaulicht sind, zeigt Fig. 1 einen quer zur Achse verlaufenden Teilschnitt
durch ein Ausgleichsgetriebe nach der Erfindung, Fig. 2 und 3 Diagramme zur Erläuterung
der Schubkurvenprofile, die an den Schubkurvenkörpern und den Gleitsteinen vorgesehen
sind, Fig. 4, 5 und 6 Vektordiagramme zur Erläuterung der auf die Schubkurvenflächen
wirkenden Kräfte, wobei bei Fig.4 der Reibungskoeffizient vernachlässigt ist und
in den Fig. 5 und 6 ein Reibungskoeffizient von 0,15 angenommen ist, Fig. 7 schematisch
eine Ausführungsform, bei welcher die Gleitsteine von zylindrischen Rallen gebildet
werden, Fig. 8 eine ähnliche schematische Darstellung einer Ausführungsform, bei
welcher in jeder Käfigöffnung zwei Rollen angeordnet sind, Fig. 9 einen in kleinerem
Maßstab gehaltenen Längsschnitt des in Fig. 1 gezeigten Getriebes, Fig. 10 eine
zur Fg. 9 gehörige Teilansicht, Fig. 11 die Abwicklung des längs der Zylinderfläche
nach der Linie 11-11 der Fig. 9 verlaufenden Schnittes, Fig. 12 einen teilweilen
Querschnitt durch eine weitere Ausführungsform des Ausgleichsgetriebes, Fig. 13
den zur Fig. 12 gehörigen Längsschnitt und Fig.14 ein Ausgleichsgetriebe für ein
Kraftfahrzeug im Längsschnitt.
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Bei der in den Fig. 1 bis 11 gezeigten Ausführungsform der Erfindung
hat der äußere Schubkurvenkörper 21 die Gestalt eines Ringes, der innen mit zahnartigen
Vorsprüngen 40 versehen ist und aus einem Stück mit einem Tellerradzahnkranz 20
besteht. Er bildet das Antriebsglied, das durch ein Kegelritzel angetrieben wird.
Das Drehmoment wird geteilt auf zwei relativ zueinander drehbare Abtriebswellen
25 und 26 übertragen, welche die Treibwellen der Hinter- oder Vorderachse eines
Kraftfahrzeugs sein können. Die eine der beiden Wellen ist mit einem inneren Schubkurvenglied
23 und die andere mit einem Käfig 24 starr verbunden, z. B. durch Keilwellenverzahnungen.
Das Ausgleichsgetriebe kann natürlich auch anderen Zwekken dienen, z. B. um das
Antriebsmoment bei Vierradantrieb zwischen Vorder- und Hinterachse aufzuteilen.
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Der Käfig 24 hat eine Reihe radialer rechteckiger Löcher 30 von gleichmäßigem
Abstand (vgl. Fig. 1), in denen je ein Gleitkörper 32 mit ebenen parallelen Seitenflächen
33 geführt ist, die an den Seitenwänden 31 des Käfigloches gleiten. Der innere Schubkurvenkörper
hat zahnartige Vorsprünge 45. Die Flanken der Vorsprünge 40 und 45 bilden Schubkurven,
an denen die Gleitsteine 32 anliegen. Zu diesem Zweck hat jeder Gleitstein außen
geneigte Flächen 34, zwischen denen sich eine in Umfangsrichtung verlaufende Übergangsflache
35 befindet, und zwar mit Abrundungen 36. Am inneren Ende hat der Körper 32 ebenfalls
geneigte Flanken 37, die an einer abgerundeten Kante 38 zusammenstoßen. Die Flanken
41 der Vorsprünge 40 des äußeren Schubkurvenkörpers sind hohl, während die Kanten
42 der Vorsprünge 40 abgerundet sind. Der innere Schubkurvenkörper 23 ist so profiliert,
daß seine Vorsprünge 45 gewölbte Flanken 46 haben, die im Grunde durch Umfangsflächen
47 verbunden sind und an abgerundeten Kanten 48 ineinander übergehen.
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Die Gleitsteine 32 liegen mit ihren diagonal gegenüberliegenden Gleitflächen
33 und 37 gleichzeitig an den beiden Schubkurvenkörpern 21 und 23 an. Infolgedessen
bringen die Gleitkörper 32 relative Drehungen der beiden Schubkurvenkörper 21 und
23 gegenüber dem Käfig 24 in eine zwangläufige Abhängigkeit, zu deren Erläuterung
angenommen sei, daß der Käfig 24 stillstehen möge, während sich die Schubkurvenkörper
21 und 23 dem Käfig gegenüber drehen. Dreht sich der äußere Schubkurvenkörper 21
mit Bezug auf Fig. 1 im Uhrzeigersinn, dann werden beispielsweise die in Fig. 1
oben und unten befindlichen Gleitsteine 32 nach innen gedreht und treiben den Schubkurvenkörper
23 im Uhrzeigersinn mit der doppelten Winkelgeschwindigkeit an.
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Stellt man sich aber vor, daß der Schubkurvenkörper 21 stillsteht,
so erkennt man, daß die Gleitsteine 32 die beiden Elemente 23 und 24 zu gegenläufigem
Umlauf zwingen. Gegenüber dem Käfig 24 führen also die beiden Schubkurvenkörper
21 und 23 ihren Umlauf in derselben Drehrichtung aus, wobei der innere Schubkurvenkörper
23 die doppelte Winkelgeschwindigkeit haben muß als der äußere Schubkurvenkörper
21, sofern bei Vernachlässigung der Reibung gleiche Drehmomente auf die beiden Abtrebswellen
25 und 26 ausgeübt werden sollen. Jeder Gleitstein 32 gleitet in seinem Käfig bei
einem Umlauf eines Schubkurvenkörpers ebenso oft hin und her, als es der Anzahl
der Vorsprünge des betreffenden Schubkurvenkörpers entspricht.
Berücksichtigt
man das, so erkennt man, daß der innere Schubkurvenkörper 23 nur halb soviel Vorsprünge
wie der äußere Schubkurvenkörper haben darf, damit er relativ zum Käfig doppelt
so schnell umläuft wie der Schubkurvenkörper 21.
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Nimmt man an, daß der Käfig 24 stillsteht, so wird keine Leistung
auf ihn übertragen, sofern der Reibungskoeffizient und die Reibungswärme vernachlässigt
werden. Dann wird die gesamte Antriebsenergie vom Schubkurvenkörper 21 auf den Schubkurvenkörper
23 übertragen. Da dieser aber zweimal so schnell umläuft, erhält er nur das halbe
Drehmoment. Das andere halbe Drehmoment muß vom Käfig 24 aufgenommen werden. Der
Käfig und der innere Schubkurvenkörper erhalten also gleiche Drehmomente, nämlich
je die Hälfte des Antriebsmoments, das vom Antriebsglied 20, 21 ausgeübt wird. Diese
Drehmomentverteilung ist unabhängig von der relativen Drehung der drei Elemente
21, 23, 24 um ihre gemeinsame Achse 50. Diese Drehmomentverteilung findet auch dann
statt, wenn der Käfig nicht stillsteht, sondern umläuft. Vernachlässigt man die
Reibung, so kommt man daher zu dem Ergebnis, daß das Antriebsmoment gleichmäßig
auf die beiden Abtriebswellen verteilt wird, sofern der äußere Schubkurvenkörper
doppelt soviel zahnartige Vorsprünge hat wie der innere.
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Will man das Drehmoment ungleichmäßig verteilen, so läßt sich dies
dadurch erreichen, daß man das Verhältnis der Vorsprungzahlen ändert. Soll der innere
Schubkurvenkörper beispielsweise nur ein Drittel des gesamten Drehmoments empfangen,
dann darf er nur ein Drittel soviel Vorsprünge haben wie der äußere Schubkurvenkörper
21. Bei Berücksichtigung der Reibung ergibt sch sogar eine noch kleinere Anzahl
von zahnartigen Vorsprüngen als ein Drittel. In jedem Falle verhalten sich die Umlaufgeschwindigkeiten
der beiden Schubkurvenkörper relativ zum Käfig umgekehrt verhältnisgleich zu ihren
Vorsprungzahlen.
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Nun sei die Frage erörtert, ob und wie sich die radiale Gleitgeschwindigkeit
der Körper 32 verändert, wenn die Schubkurvenkörper mit gleichförmiger Geschwindigkeit
umlaufen. Bei bekannten zahnradlosen Ausgleichsgetrieben war man bestrebt, diese
Gleitgeschwindigkeit, von den Hubenden abgesehen, ebenfalls gleichförmig zu machen.
Ein bevorzugtes Merkmal des hier beschriebenen Ausführungsbeispiels der Erfindung
liegt jedoch darin, daß die Gleitsteine 32 beim Durchlaufen ihrer Hubmitten eine
ungleichförmige Bewegung ausführen, also beschleunigt bzw. verzögert werden. Das
gilt für jenen Bereich ihrer Hübe, in welchem die Gleitsteine 32 das Drehmoment
durch Zusammenwirken der Schubkurven 34 und 41 sowie durch Zusammenwirken der Schubkurven
37 und 46 übertragen. Gleiten die Gleitsteine 32 nach außen, so werden sie beschleunigt,
und beim Gleiten nach innen werden sie dann verzögert. Das bedeutet also, daß jeder
Gleitstein 32 sich bei seinem nach außen gerichteten Hub mit zunehmender Geschwindigkeit
verschiebt, wenn er seine Hubmitte durchläuft.
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Wie im einzelnen die Schubkurvenprofile gestaltet werden, sei nunmehr
an Hand der Fig. 2 und 3 erläutert. Fig. 2 zeigt eine bevorzugte Profilform für
die geneigte äußere Schubkurvenfläche 34 des Gleitsteines 32, während Fig.3 veranschaulicht,
wie die Schubkurve 37 am inneren Ende des Gleitsteines am besten profiliert wird.
Die ausgezogenen Linien geben dabei den Gleitstein 32 in der Mitte seines Hubes
wieder. Die Achse des Umlaufgetriebes ist bei 50 angedeutet. Nach bekannten Gesetzen
der Kinematik läßt sich eine volle Flächenberührung zwischen dem Schubkurvenkörper
und dem Gleitstein während dessen radialer Verschiebung nicht erreichen. Indessen
kann man sich diesem Idealzustand sehr weit nähern. Das zu erreichen, ist eine der
Aufgaben, die bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel gelöst wird.
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Bei jeder gegenseitigen Stellung der Teile ergibt sich ein Berührungspunkt,
in welchem die Richtung der sich berührenden Profile genau dieselbe ist. 51 in Fig.
2 stellt einen Berührungspunkt zwischen einer Schubkurve 34 und einer Schubkurve
41 in dem Zeitpunkt dar, in welchem der Gleitkörper 32 seine Hubmitte durchläuft.
Dieser Berührungspunkt liegt etwa in der Mitte der Flanke 34. Die in der Mitte 51
auf der Flanke 34 errichtete Normale 52 verläuft durch den Krümmungsmittelpunkt
54 der Flanke 34 sowie durch den Krümmungsmittelpunkt 55, den das Schubkurvenprofil
41 an der Berührungsstelle 51 hat. 56 ist ein durch die Achse 50 verlaufender Radius
des Getriebes, der sich in der Richtung der Gleitbewegung des Gleitsteines 32 erstreckt.
Mit 57 ist eine Linie bezeichnet, die ebenfalls durch die Achse 50 geht, jedoch
rechtwinklig zum Radius 56.
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Die Normale 52 schneidet die Linie 57 in einem Punkt 58, der das Momentanzentrum
darstellt. Bekanntlich entspricht die lineare Geschwindigkeit des Gleitsteines 32
der Umfangsgeschwindigkeit des Nokkens 21 im Punkt 58, also am Radius 50, 58. 58
ist das Momentanzentrum der relativen Bewegung.
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Die kraftübertragende Berührung währt am längsten, wenn sich der Berührungspunkt
dann dem Ende des Gleitsteines 32 nähert, wenn dieser beim Hineingleiten in den
Käfig 24 sein inneres Hubende erreicht. Das ist in Fig. 2 gestrichelt bei 34' wiedergegeben.
Dann soll der Berührungspunkt bei 51', also am äußeren Ende des Gleitsteines 32
liegen. Alle anderen Zonen der Flanke 34 befinden sich dann außerhalb der Reichweite
der Schubkurve 41. Der äußere Schubkurvenkörper 21 kann natürlich nicht in den Käfig
hineingreifen. Wenn die Flanken des Gleitsteines 32 also in die bei 34' gestrichelt
gezeigte Lage gelangen, muß der Berührungspunkt von 51 nach 51' gewandert sein.
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Eine Berechnung ergibt nun, daß sich dies bei gleichzeitiger inniger
Berührung der Flanke 34 und der Schubkurve 41 erreichen läßt, wenn die Krümmungsmittelpunkte
54, 55 beiderseits des Punktes 58 der Linie 57 verbleiben. Am besten ist es, wenn
die folgende mathematische Beziehung verwirklicht wird:
Wenn sich die Normale 52 und der Radius 56 im Punkt 60 schneiden, dann bedeute in
dieser Formel p die Strecke 60, 54, d. h. den Krümmungsradius der Flanke 34 des
Gleitsteines bis zum Punkt 60 gemessen, p den Abstand 60, 55, d. h. den Krümmungsradius
der Schubkurve 41 bis zum Punkt 60 gemessen, und p1 den Abstand 60, 58, d. h. den
Krümmungsradius der logarithmischen Spirale zum Punkt 60.
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Die Größen p und p bedeuten also den Abstand der Krümmungsmittelpunkte
vom Punkt 60 auf dem Radius 56. Den wirklichen Krümmungsradus des Profils im Punkt
51 erhält man, wenn man zu den Größen p, p und p1 den Abstand 60, 51 addiert.
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Diese Gleichung gilt auch sinngemäß für das Schubkurvenprofil 46 des
inneren Schubkurvenkörpers 23. Darauf bezieht sich Fig. 3. Dort erhält man die Krümmungsradien
an der Berührungsstelle 61 aus den
Größen p, pc und p1 durch Subtrahieren
des Abstandes 60,61.
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Befindet sich der Gleitstein 32 an seinen Hubenden 34' und 34", dann
ist der Krümmungsmittelpunkt 54 nach 54' bzw. 54" gewandert, und zwar auf einer
geraden Linie 62, die parallel zur Gleitbahn des Gleitsteines 32 verläuft. In entsprechender
Weise ist der Krümmungsmittelpunkt 55 an die Stellen 55' bzw. 55" gewandert, jedoch
auf einem Kreisbogen 64 um die Achse 50. Bei unendlich kleinen Verschiebungen entsprechen
die Abstände 54', 55' der Differenz der Krümmungsradien des Profils und den Entfernungen
54, 55 bzw. 54", 55". Sind die Profile der Schubkurven Kreisbögen, so gilt dies
auch für endliche Verschiebungen.
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Die Strecke 54', 55' liegt auf der Normalen 52', die im Berührungspunkt
der Schubkurven errichtet ist, wenn sich der Gleitstein 32 an seinem inneren Hubende
befindet. Die Normale 52' schneidet die Flanke 34' an der Berührungsstelle 51',
die möglichst weit am äußeren Ende des Gleitsteines liegen soll. Der Punkt 51" auf
der Berührungsnormalen 54", 55" ist der Berührungspunkt der Profile, wenn der Gleitstein
sich an seinem äußeren Hubende befindet.
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Die Berührungsnormale 52' schneidet die Linie 57 im Punkt 58'. Es
ist dies das Momentanzentrum der Relativbewegung. Im Vergleich zum Punkt 58 liegt
der Punkt 58' dichter an der Achse 50. Der Radius 58', 50 ist also kleiner als der
Radius 58, 50. Die momentane lineare Geschwindigkeit des Gleitsteines 32 ist ebenso
groß wie die im Punkt 58' gemessene Umfangsgeschwindigkeit des Nockens 21. Sie ist
daher geringer als beim Durchlaufen der Hubmitte.
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An seinem äußeren Hubende befindet sich das Momentanzentrum der Relativbewegung
des Gleitsteines 32 bei 58", also weiter von der Achse 50 entfernt. Die momentane
Relativgeschwindigkeit des Gleitsteines 32 ist also am äußeren Hubende größer. Hieraus
folgt: Läuft der Schubkurvenkörper 21 relativ zum Käfig mit gleichförmiger Geschwindigkeit
um, so wächst die Geschwindigkeit des Gleitsteines 32, wenn dieser im Käfig auswärts
von der Achse 50 fort gleitet.
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Dieselben Bewegungsverhältnisse gelten für den Gleitstein 32 gegenüber
dem inneren Schubkurvenkörper (vgl. Fig. 3). Dort haben die die Hubenden bezeichnenden
gestrichelten Linien 37' und 37" von der Hubmitte 37 denselben Abstand wie die Linien
34' und 34" von der Linie 34. Dementsprechend führt die Anlage des Gleitsteines
32 am inneren Schubkurvenkörper 23 zu denselben Momentangeschwindigkeiten des Gleitkörpers,
wie sie aus der Gestalt des äußeren Schubkurvenkörpers 21 abgeleitet sind.
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Da sich die beiden Schubkurvenkörper gegenüber dem Käfig 24 mit gleichförmigen
Geschwindigkeiten drehen, die im umgekehrten Verhältnis der Vorsprungzahlen stehen,
hat das Momentanzentrum 68 (Fig. 3) beim Durchlaufen der Hubmitte einen kürzeren
Abstand 50, 68 von der Achse 50, als es dem Abstand des Momentanzentrums 58 in Fig.
2 entspricht. Doch liegt das Momentanzentrum 68 auf derselben Linie 57. Die Abstände
sind den Zahlen der Vorsprünge der beiden Schubkurvenkörper verhältnisgleich. Auf
diese Weise läßt sich erreichen, daß der Gleitstein 32 bei Anlage am inneren Schubkurvenkörper
23 dieselbe Momentangeschwindigkeit hat wie bei gleichzeitiger Anlage am äußeren
Schubkurvenkörper21. In entsprechender Weise haben die Momentanzentren 68' und 68"
verhältnisgleiche kleinere Abstände von der Achse 50 als die Momentanzentren 58'
und 58". Die ganze Schar von Punkten 50, 68', 68, 68" stellt also nur ein in kleinerem
Maßstab gehaltenes Abbild der Schar von Punkten 50; 58', 58, 58" dar. Die Verkleinerung
des Maßstabs entspricht dabei dem Verhältnis der Zahlen der Vorsprünge 40 und 45,
mit denen die beiden Schubkurvenkörper ausgestattet sind.
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Am besten gestaltet man die Schubkurvenprofile kreisbogenförmig, wenigstens
am äußeren Schubkurvenkörper 21. Dann ergeben sich auch für die Profile der Flanken
34 Kreisbögen. Die Krümmungsmittelpunkte liegen bei 54 und 55.
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Durch Wahl der beiden Profilkrümmungen oder Berührungskurven 34, 41
wird die relative Bewegung bestimmt. Man kann aber auch von einer gegebenen Relativbewegung
und einem der beiden sich berührenden Profile ausgehen und danach das andere Profil
bestimmen.
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Beider Ermittlung der aneinandergleitenden Schubkurvenprofile der
Gleitsteine 32 und des inneren Schubkurvenkörpers 23 muß man die gegebenen Lagen
der Momentanzentren berücksichtigen. Das kann in der Weise geschehen, daß man für
das Profil 37 einen Kreisbogen annimmt, dessen Krümmungsmittelpunkt ein gutes Stück
jenseits des Punktes 68 in der Hubmittelstellung gelegen ist, und daß man danach
das Gegenprofil der Schubkurve 23 bestimmt, und zwar unter Berücksichtigung der
gegebenen Lagen der Momentanzentren der relativen Bewegung.
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Das beschriebene Verfahren zum Ermitteln der Schubkurvenprofile 41,
34, 37 und 46 ist auf alle zahnradlosen Ausgleichsgetriebe mit zwei Schubkurvenkörpern
und einem dazwischenliegenden, die Gleitsteine führenden Käfig anwendbar, auch auf
solche Ausgleichsgetriebe dieser Art, bei denen der antreibende Zahnkranz am Käfig
befestigt ist.
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Teilweise Selbsthemmung Fig. 4 veranschaulicht die Kräfte, welche
auf den Gleitstein 32 in der Hubmitte ausgeübt werden, wobei die Reibung vernachlässigt
ist. Die auf den Gleitstein 32 ausgeübten Kräfte verlaufen also genau rechtwinklig
zu den Profilen der Schubkurvenflächen 34 und 37. Die im Punkt 51 wirkende antreibende
Kraft verläuft durch den Punkt 60 und auch durch den Punkt 62. Die Strecke 60, 62
stellt also die antreibende Kraft nach Größe und Richtung dar. Die vom Schubkurvenkörper
23 ausgeübte Gegenkraft wirkt im Punkt 61 und wird durch den Vektor 63, 60 wiedergegeben,
und zwar ebenfalls nach Größe und Richtung. Die von der Gleitbahn 31 des Käfigs
auf den Gleitstein 32 ausgeübte Gegenkraft verläuft rechtwinklig zur Laufbahn und
geht ebenfalls durch den Punkt 60 hindurch, und zwar derart, daß die drei Kräfte
sich ausgleichen. Diese Kraft greift im Punkt 64 an und wird vektoriell nach Größe
und Richtung durch die Strecke 62, 63 wiedergegeben. Diese vektorielle Darstellung
der Kräfte stellt ein bekanntes Verfahren der Mechanik dar.
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Die auf den Käfig 24 und den inneren Schubkurvenkörper 23 bei Vernachlässigung
der Reibung ausgeübten Drehmomente sind den in Umfangsrichtung verlaufenden Komponenten
der Kräfte verhältnisgleich, welche durch den Punkt 60 gehen. Sie sind also der
Strecke 62, 63 und dem Abstand des Punktes 63 vom Radius 56 proportional.
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Bei dem dargestellten Beispiel beläuft sich die Zahl der zahnartigen
Vorsprünge der beiden Schubkurvenkörper auf vierzehn bis sechs. Die Zahl der Gleitsteine
entspricht der Differenz Acht. Das von dem äußeren Schubkurvenkörper 21 ausgeübte
Drehmoment und das auf den inneren Schubkurvenkörper23 wirkende Drehmoment verhalten
sich zueinander ebenso wie die
Zahlen der zahnartigen Vorsprünge,
also im vorliegenden Fälle wie 14:6, sofern sich die Reibung auf Null beläuft. Die
auf die Abtriebswellen 25 und 26 wirkenden Drehmomente verhalten sich wie 6: B.
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Die Fig. 5 und 6 unterscheiden sich von der Fig. 4 dadurch, daß sie
den Einfluß der Reibung berücksichtigen, wobei der Reibungskoeffizient mit 0,15
angenommen ist. Fig. 5 gibt die Kräfte wieder, die wirksam sind, wenn sich der Gleitstein
32 unter dem Einfluß des Drehmoments einwärts in Richtung auf die Achse 50 verschiebt.
Fig. 6 hingegen zeigt den Verlauf der Kräfte, die auftreten, wenn sich der Gleitstein
32 unter der Wirkung des Drehmoments nach außen verschiebt.
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Hier ist nun die gemäß Fig. 5 im Punkt 51 auf den Gleitstein wirkende
Kraft nicht mehr senkrecht zum Schubkurvenprofil 34 des Körpers 32 gerichtet, sondern
vielmehr zu diesem Profil um den Reibungswinkel geneigt. Es ist dies der Winkel,
dessen Tangens den Reibungskoeffizienten darstellt. Die vom inneren Schubkurvenkörper
23 auf den Gleitstein 32 ausgeübte Gegenkraft wirkt wie in Fig.4 im Punkt 61, aber
ebenfalls geneigt zum Profil. Die beiden Kräfte schneiden sich bei 60' (Fig. 5).
Die von der Gleitbahn des Käfigs auf den Gleitstein 32 ausgeübte Gegenkraft verläuft
ebenfalls geneigt zur Gleitfläche. Sie geht durch den Punkt 60' und verläuft längs
der gestrichelten Linie 69', wirkt also im Punkt 64'.
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Der Vektor 60', 65 stellt nach Größe und Richtung die treibende Kraft
dar. Der Vektor 66, 60' stellt- die Gegenkraft des inneren Schubkurvenkörpers 23
dar, während der Vektor 65, 66 die vom Käfig 24 ausgeübte Gegenkraft wiedergibt.
Zufällig fällt der Punkt 66 auf das Profil 37, was jedoch unwesentlich ist.
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Das Antriebsmoment ist nun das Produkt des Radius 50, 60' multipliziert
mit der senkrecht hierzu verlaufenden Komponente des Vektors 60', 65. Da sämtliche
drei Kräfte durch den Punkt 60' verlaufen, sind die von ihnen erzeugten Drehmomente
ihren senkrecht zum Radius 50, 60' verlaufenden Komponenten proportional. Mißt man
nach, so findet man, daß die auf die beiden angetriebenen Elemente 23 und 24 wirkenden
Kraftkomponenten und demgemäß die auf die Abtriebswellen wirkenden Drehmomente im
Verhältnis von etwa 4:1 stehen. Auf den Käfig 24 wirkt daher ein viermal so großes
Drehmoment wie auf den inneren Schubkurvenkörper 23, solange sich der Gleitstein
32 nach innen bewegt.
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Die Verhältnisse kehren sich aber um, wenn sich der Gleitstein 32
unter der Last nach außen bewegt, was in Fig.6 gezeigt ist. Auch hierbei greift
die Antriebskraft im Punkt 51 an; doch ist sie zum Profil der Schubkurvenfläche
in der entgegengesetzten Richtung geneigt. Dasselbe gilt für die Gegenkraft, mit
welcher der innnere Schubkurvenkörper im Punkt 61 auf den Gleitstein 32 wirkt. Die
beiden Kraftvektoren schneiden sich im Punkt 60", also in einem Punkt, der jenseits
der Gleitfläche 33 des Körpers 32 liegt. Aus diesem Grunde müssen die beiden Flächen
der Gleitbahn des Käfigs auf den Gleitstein 32 ausüben, um ihn in seiner Lage zu
halten. Dadurch wird die Reibung in der Gleitbahn erhöht, was zur Folge hat, daß
der Vektor der von der Gleitbahn auf den Gleitstein 32 ausgeübten Kraft stärker
geneigt ist.
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Der Vektor 60", 70 stellt also die antreibende Kraft, der Vektor 71,
60" die vom inneren Schubkurvenkörper ausgeübte Gegenkraft und der Vektor 70, 71
die vom Käfiig ausgeübte Gegenkraft nach Richtung und Größe dar. Die drei Kraftvektoren
gehen durch den Punkt 60". Die von ihnen entwickelten Drehmomente mit Bezug auf
die Achse 50 sind ihren senkrecht zum Radius 50, 60" verlaufenden Komponenten verhältnisgleich.
Mißt man nach, so findet man, daß die auf die angetriebenen Elemente 23; 24 wirkenden
Drehmomente etwa im Verhältnis 4:1 stehen. Hierbei empfängt aber der innere Schubkurvenkörper
23 das etwa viermal so große Drehmoment wie der Käfig 24.
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Da nun jeweils ebenso viele Gleitsteine 32 nach auswärts gleiten wie
gleichzeitig Gleitsteine 32 nach einwärts gleiten, ergeben sich für die beiden angetriebenen
Elemente 23, 24 insgesamt ungefähr gleich große Drehmomente. Die beiden Abtriebswellen
werden also ungefähr mit gleich großen Drehmomenten angetrieben. Erreicht ist dies
bei dem beschriebenen Beispiel durch die gewählte Anzahl zahnartiger Vorsprünge
von vierzehn und sechs. Der innere Schubkurvenkörper hat also etwas weniger als
halb soviel Vorsprünge wie der äußere. Bedeutet p das mittlere Drehmoment, das auf
den inneren Schubkurvenkörper 23 wirken soll, und zwar als Anteil des auf den äußeren
Schubkurvenkörper 21 ausgeübten Antriebsmoments, dann soll sich das Verhältnis der
Zahl der Vorsprünge 45 zur Zahl der Vorsprünge 40 auf eine etwas kleinere Zahl als
p belaufen. Die auf die Abtriebswellen ausgeübten mittleren Drehmomente sind dann
proportional den Werten p und 1-p.
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In den Fig.4, 5 und 6 sind die Antriebsverhältnisse dargestellt, die
sich bei Umlauf des Antriebsgliedes 20,21 in einer bestimmten Richtung ergeben.
Bei Umlauf in der entgegengesetzten Richtung ergibt sich ein spiegelbildlicher Kräfteverlauf.
Das kommt daher, daß die Profile der verschiedenen Flächengegenüber der mittleren
Ebene symmetrisch verlaufen, die sich in der Bewegungsrichtung eines jeden Gleitsteines
32 erstreckt.
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Fig. 7 zeigt eine Ausführungsform, bei welcher der Gleitstein 32 von
einer zylindrischen Rolle 74 gebildet wird, die in der radialen Laufbahn 33' des
Käfigs hin und her läuft. Beläuft sich dabei die Reibung auf Null, so geht das Antriebsmoment
durch den Punkt 60, welcher dem Punkt 60 in Fig. 4 entspricht.
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Fig. 8 zeigt eine Ausführungsform, bei welcher der Gleitstein 32 durch
eine Gruppe von Rollen 77 ersetzt ist. Diese Gruppe überträgt also die Kraft vom
äußeren Schubkurvenkörper 75 auf den inneren Schubkurvenkörper 76 und den Käfig
78. Auch hier liegen die beiden Schubkurvenkörper und der Käfig gleichachsig ineinander,
wobei die Achse bei 50 .angedeutet ist.
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Die allgemeine Bauart des Ausgleichsgetriebes Bei der in Fig.9 gezeigten
Ausführungsform der Erfindung sind die seitlichen Buchsen 80 und 81, die das Antriebsglied
20, 21 tragen, durch Niete 82 starr mit ihm verbunden. Der Zahnkranz 20 stellt ein
Tellerrad dar, wie es für gewöhnlich bei Hinterachsantrieben von Kraftwagen und
Lastwagen verwendet wird. Die Niete 82 bilden ein sehr einfaches, billiges und widerstandsfähiges
Befestigungsmittel. Da der äußere Schubkurvenkörper 21 aus einem Stück mit dem Zahnkranz
20 besteht, braucht der Kraftfluß zwischen dem Zahnkranz und den Schubkurven 41
keine Verbindungsstellen zu durchlaufen. Die Niete nehmen also kein Drehmoment auf
und werden nicht auf Schub beansprucht. Sollte wirklich einmal in dem Ausgleichsgetriebe
eine Störung auftreten, so wird das ganze Getriebe ausgewechselt, was kaum teurer
kommen dürfte als die mühselige Auswechslung eines Einzelteils des Ausgleichsgetriebes.
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Die seitlichen Buchsen 80 und 81 bilden zusammen mit dem Zahnkranz
20 ein umlaufendes Gehäuse. Es
läuft in zwei Wälzlagern 83 im Hinterachsgehäuse,
das nicht mit dargestellt ist. Fig. 10 zeigt eine teilweise Seitenansicht des Flansches
der Buchse 81. In Fig. 11 ist die Abwicklung eines zylindrischen Schnittes durch
die beiden Flansche der Buchsen 80 und 81 wiedergegeben. Wie sich daraus ergibt,
hat jede der beiden seitlichen Buchsen einen ringförmigen Flansch 84, der mit dem
Körper 85 der Buchse durch einzelne Arme oder Speichen 86 verbunden ist. Zwischen
diesen befinden sich Öffnungen 87, durch die hindurch das sich im Hinterachsgehäuse
befindliche Schmiermittel Zugang zu den Schubkurvenflächen findet. Um eine Umlaufschmierung
zu erzielen, können die Arme 86 die aus Fig. 11 ersichtliche Querschnittsgestalt
erhalten. Die Arme bewegen sich bei Vorwärtsfahrt in der Richtung des Pfeiles 87'.
Die Vorderseiten 88 der Speiche sind abgeschrägt und wirken daher wie Propeller
beim Umlauf des Antriebsgliedes, so daß sie das Schmieröl auf der einen Seite ansaugen
und auf der anderen Seite ausstoßen.
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Die Öffnungen 30 des Käfigs, in denen die Gleitsteine 32 geführt sind,
haben einen rechteckigen Querschnitt, aber abgerundete Ecken. Sie sind, in der Achsenrichtung
des Käfigs betrachtet, an beiden Enden geschlossen, und zwar an dem einen Ende durch
den Hauptflansch 91 des Käfigs und am anderen Ende durch einen Flanschtei190, der
mit dem Teil 91 aus einem Stück besteht. Auf diese Weise ergibt sich eine sehr kräftige
Bauart. Die radialen rechteckigen Löcher 30 können mit einer Reibahle geschlichtet
werden. Auch die Schubkurven 41 des äußeren Schubkurvenkörpers lassen sich mit Räumwerkzeugen
bearbeiten, da dieser Schubkurvenkörper an beiden Seiten offen ist. Entsprechendes
gilt für die Schubkurven 46 des inneren Schubkurvenkörpers 23. Auch diese lassen
sich mit Räumwerkzeugen oder auch durch Fräsen, Hobeln oder Stoßen herstellen.
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Die in Fig. 12 gezeigte Ausführungsform unterscheidet sich von derjenigen
der Fig.1 dadurch, daß die Gleitsteine 92 schmaler und länger sind als die Gleitsteine
32, nämlich mindestens zweimal so lang wie breit. Bei der Ausführungsform nach Fig.
1 schneiden sich die in den Mitten der inneren und äußeren Schubkurven errichteten
Normalen -in dem gemeinsamen Punkt 60. Bei der Ausführungsform nach Fig. 12 aber
schneiden sich die auf den äußeren Schubkurven der Gleitsteine 92 errichteten Normalen
an einer Stelle, die in radialer Richtung wesentlich weiter außen liegt als der
Schnittpunkt der Normalen, die auf der Mitte der inneren Schubkurven stehen. Das
hängt damit zusammen, daß die Gleitsteine 92 eine so große radiale Länge haben.
Im übrigen bietet die Ausführungsform nach Fig. 12 nichts besonderes. Der äußere
Schubkurvenkörper 93 besteht aus einem Stück mit dem treibenden Zahnkranz 20 (Fig.
13). Der Käfig 94 ist auf der Abtriebswelle 95 durch Keilnuten befestigt. Der innere
Schubkurvenkörper 96 sitzt fest auf der anderen Abtriebswelle 97; ebenfalls mit
Hilfe von Keilnuten. Das auf den Zahnkranz 20 wirkende Antriebsmoment wird geteilt.
Ein Teil wirkt auf den Käfig 94 und der andere Teil auf den Schübkurvenkörper 96.
Auch hier umgibt der äußere Schubkurvenkörper den Käfig und dieser den inneren Schubkurvenkörper.
Der Käfig ist jedoch etwas anders ausgeführt. Er hat nämlich zur Führung der Gleitsteine
92 radiale Schlitze, die auf der rechten Seite (Fig. 13) durch den Flansch der rechten
Tragbuchse99 abgeschlossen sind. Derartige offene Schlitze kann man auch bei der
Ausführungsform der Fig. 1 und 9 verwenden. Die beiden seitlichen Buchsen 98 und
99 haben verschiedene Durchmesser. Sie sind mit dem Zahnkranz 20 und dem äußeren
Schubkurvenkörper93 starr durch Schraubenbolzen 100 verbunden, die in gewisse Bohrungen
der Flansche der Buchse 99 greifen und durch Löcher 102 des Zahnkranzes 20 hindurchgehen.
Diese Löcher liegen zur Achse 103 des Ausgleichsgetriebes geneigt, also auf einer
Kegelfläche. Das bietet den Vorteil, daß das Ausgleichsgetriebe im Verhältnis zum
Zahnkranz 20 einen großen Durchmesser erhalten kann. Die Zahnlückenflächen zwischen
den zahnartigen Vorsprüngen des äußeren Schubkurvenkörpers können nämlich einen
sehr großen Durchmesser haben und bei 104 liegen (Fig. 13). Die Zylinderfläche 104
kann sogar die Schraubenbolzenlöcher durchdringen, sofern diese durch die zahnartigen
Vorsprünge verlaufen. Die Anzahl der Schraubenbolzen muß daher so bemessen werden,
daß die Anzahl der zahnartigen Vorsprünge des Schubkurvenkörpers 93 ein Vielfaches
davon ist. Hat der Schubkurvenkörper 93 vierzehn zahnartige Vorsprünge, so kann
man also z. B. sieben Schraubenbolzen verwenden.
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Auch bei dem Ausführungsbeispiel der Fig.1 und 9 kann man geneigte
Schraubenbolzen vorsehen, ebenso wie umgekehrt bei der Ausführungsform der Fig.
13 parallele Löcher für die Schrauben oder Niete verwendbar sind.
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Die seitlichen Buchsen 98 und 99 haben zylindrische Paßflächen 105,
mit denen sie auf entsprechenden Paßflächen des Antriebsgliedes 20, 93 zentriert
sind. Die Buchsen können auch ebene ringförmige Paßflächen 107 haben, die auf entsprechende
ebene Flächen des Antriebsorgans aufgepaßt sind. Die beiden Buchsen 98 und 99 laufen
in Wälzlagern 108 und 109, die von dem nicht dargestellten Hinterachsgehäuse getragen
werden.
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Oben wurde bereits nachgewiesen, daß man am besten die Anzahl der
zahnartigen Vorsprünge des äußeren Schubkurvenkörpers etwas geringer als die Hälfte
der Anzahl der Vorsprünge des inneren Schubkurvenkörpers wählt, um eine gleichmäßige
Unterteilung des Antriebsmoments auf die beiden Abtriebswellen zu erreichen. Beim
veranschaulichten Beispiel belaufen sich diese Zahlen auf sechs und vierzehn. Indessen
hat diese Maßnahme noch einen weiteren Vorteil. Die verschiedenen Gleitsteine haben
verschiedene Phasen. Würde man die Zahlen der zahnartigen Vorsprünge auf sechs und
zwölf bemessen, so würde sich keine Phasendifferenz ergeben. Es würde dann erforderlich
sein, die Gleitsteine in mehreren Reihen anzuordnen, was verwickelt und teuer sein
und den Raumbedarf steigern würde.
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Die Phasenverschiebung; mit der sich die Gleitsteine hin und her bewegen,
ist aus den Fig. 1 und 12 zu ersehen. Bei jeder gegenseitigen Stellung der beiden
Schubkurvenkörper _ befinden sich einige der Gleitsteine in der Lage; in der sie
das Drehmoment übertragen können. Am besten ist die Anzahl der zahnartigen Vorsprünge
des äußeren als auch des inneren Schubkurvenkörpers eine gerade Zahl. Dann haben
die einander gegenüberliegenden Gleitsteine dieselbe Phase. Das führt dazu, daß
jeweils an zwei in Durchmesserrichtung einander gegenüberliegenden Punkten gleiche
Kräfte übertragen werden, die ein reines Drehmoment ergeben.
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Es können höchstens so viel Gleitsteine 32 bzw. 92 verwendet werden,
wie es dem Unterschied zwischen den Zahlen der zahnartigen Vorsprünge der beiden
Schubkurvenkörper entspricht.
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Das in Fig.13 gezeigte Ausgleichsgetriebe hat einen
verhältnismäßig
großen Durchmesser, so daß die zur Übertragung eines gegebenen Drehmoments erforderlichen
Kräfte entsprechend gering sind. Die Breite des Getriebes sind sehr gering und die
Bauart gedrängt. Die Herstellungskosten sind niedrig. Das gilt auch für die anderen
Ausführungsformen. Die Gleitsteine lassen sich von kalt gezogenem oder gewalztem
Stangenmaterial abschneiden. So gestaltet sich die Herstellung wesentlich einfacher
als bei den mit Zahnrädern arbeitenden Ausgleichsgetrieben.
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Die geringe Breite des Ausgleichsgetriebes eröffnet ganz neue Möglichkeiten.
So zeigt Fig. 14 ein Hinterachsgetriebe für ein Kraftfahrzeug. Der Antrieb erfolgt
durch ein Hyperboloid-Zahnradpaar, bestehend aus dem Tellerrad 120 und dem Ritzel
119. Das Tellerrad besteht wiederum aus einem Stück mit dem äußeren Schubkurvenkörper
93 (Fig.13). Dieser umgibt den Käfig 94, welcher seinerseits den inneren Schubkurvenkörper
96 umgibt. Die Gleitsteine 92 verteilen das Drehmoment auf den Käfig 94' und den
Schubkurventeil 96', die mit Keilnuten auf den Abtriebswellen 95 und 97 befestigt
sind.
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Bei den üblichen Hinterachsgetrieben läuft das Hyperboloidritzel in
zwei Lagern, die beide hinter dem Ritzel angeordnet sind. Dies erfordert einen Halter,
der von der Achse auf der Antriebsseite vorspringt.
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Die Erfindung ermöglicht eine viel gedrängtere Anordnung, da das Ritzel
119 zwischen zwei beiderseits der Tellerradachse gelegenen Lagern 122, 123 angeordnet
werden kann. Das Antriebsglied, bestehend aus dem Tellerrad 120 und den seitlichen
Buchsen 98' und 99', die an ihm angeschraubt sind, läuft in zwei Lagern 125, 126,
die beide auf derselben Seite der Achse der Welle 127 und des Ritzels 119, aber
auf verschiedenen Seiten des Tellerrades 120 gelegen sind. Das Lager 126 ist am
besten ein Rollenlager. Das andere Lager 125 nimmt axialen Schub in beiden Richtungen
auf, ist also ein Quer- und Längslager. Das Tellerrad 120 läßt sich_ längs seiner
Achse durch bloßes Verschieben des agers 125 verstellen, wobei dann die Lagerrollen
des Lagers 126 auf ihrem äußeren Laufring gleiten.
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Bei der beschriebenen Anordnung braucht die Ritzelwelle 127 nur an
der Achswelle 97 vorbeizugehen, nicht aber an irgendeinem Teil des Antriebsgliedes.
Der Achsabstand der beiden Wellen 127 und 97 braucht daher nur wenig größer zu sein
als die Summe der Radien dieser Wellen. Ein übermäßig großer Achsabstand erübrigt
sich also. Die Ritzelwelle kann aus einem Stück mit der Ritzelverzahnung 119 bestehen,
obgleich es auch möglich wäre, das Ritzel getrennt auszuführen und auf der Welle
zu befestigen.
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Bei den dargestellten Ausführungsbeispielen haben die zahnartigen
Vorsprünge der Schubkurvenkörper eine verhältnismäßig große Neigung zum Umfang.
Das hat den Vorteil, daß geringe Kräfte entstehen. Die Neigungen können aber auch
anders bemessen werden. Je geringer sie sind, um so größere Kräfte wirken auf die
Schubkurvenflächen, um so größer wird auch die Reibung, die sich der relativen Drehung
der Abtriebswellen widersetzt. Die Reibung kann so weit gesteigert werden, daß eine
vollständige Selbsthemmung des Getriebes eintritt. Das geschieht, wenn die Flankenneigung
der zahnartigen Vorsprünge entsprechend gering ist. Ein mit einem solchen Ausgleichsgetriebe
ausgerüstetes Fahrzeug erfährt beim Durchfahren einer Kurve einen Antrieb nur an
dem innen in der Kurve laufenden Rad, während das äußere Rad das innere Rad überholt,
ohne dabei angetrieben zu werden.
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Die Erfindung ermöglicht es, den äußeren Schubkurvenkörper größer
als bisher zu bemessen, weil er mit dem Zahnkranz, also dem größten Element, aus
einem Stück bestehen kann. Bei den bekannten zahnradlosen Ausgleichsgetrieben mußte
außerhalb des äußeren Schubkurvenkörpers noch ein umlaufendes Differentialgehäuse
vorgesehen werden. Dieses fällt beim Gegenstand der Erfindung fort. Denn dort läßt
-sich der äußere Schubkurvenkörper mit dem Zahnrad zu einem an beiden Seiten offenen
Antriebsglied vereinigen, das sich viel billiger herstellen läßt, z. B. durch Räumverfahren.
Ein weiterer Vorteil der Erfindung liegt darin, daß die Gleitsteine nur in einer
einzigen Reihe angeordnet zu sein brauchen. Schließlich ist es von Vorteil, daß
die beiden seitlichen Buchsen des Antriebsgliedes, das aus dem Zahnkranz und dem
äußeren Schubkurvenkörper besteht, kein Drehmoment aufnehmen. Die Verbindungsschrauben
werden daher nicht auf Abscheren beansprucht.